Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Межосевое расстояние передачи
Для рекомендуют С целью снижения числа пробегов ремней (циклов нагружения от изгиба) и увеличения за счет этого ресурса ремней примем a1 близким к a1max; a1=525мм.
Расчетная длинна ремня Lp=2a1+π/2*(D1+D2)+(D2-D1)2/4a1=1050+698,65+14,58=1763,23мм Ближайшее стандартное значение Lpпо ГОСТ 1284-80-1800мм; примем Lp=1800мм Уточненное значение межосевого расстояния , Где W=π/2*(D1+D2)=714,35мм; y=(D2-D1/2)2=7656мм2.
3.6 Угол обхвата ремнями на ведущем шкиве (см. рис. 2)
кВт Где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем ; при расчетной длине , Р0=1,74 кВт - коэффициент угла обхвата; для ; - коэффициент длинны ремня; для, =0,95 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы; Для работы ремней в режиме кратковременных перегрузок до 150% и при двухсменной работе Расчетное число ремней
Принимаем число ремней 3.9 Расчетная сила предварительного натяжения одной ветви ремня. Где
3.10 Сила действующая на валы (см. рис 2) cos ϒ= 900- α1/2=900-1610/2=9,50
Максимальное напряжение в ремнях. рис. 4 В т. А(в точке набегания ремня на ведущий шкив) действует максимальное напряжение (суммарное)
Напряжение от предварительного натяжения Напряжение от изгиба ремня при огибании ведущего шкива
Где Е- модуль упругости материала ремня; Для клиновых ремней Е=80 МПа МПа
Где
циклов. Таким образом, выбранные ремни обладают требуемой долговечностью. Окончательно принимаем ремни Б-1800 Ш ГОСТ 1281-80; число ремней-6 Параметры передачи: Диаметры шкивов – Межосевое расстояние а1=525 мм; Передаточное число U1=2,27 Диапазон регулирования межосевого расстояния: В сторону уменьшения для монтажа ремней
В сторону увеличения для компенсации вытяжки ремней
3.13 Размер сечения обода шкивов (рис 5) Для ремней сечения «Б» bр=14,0мм b=4.2мм;
h=10.8мм; l=19.0 мм; f=12.5 мм; r=1.0мм М=2
Размер обода ведущего шкива: Dр=D1=140мм; Dl= Dр+2b=148.4 мм; рис.5. Di=Dp-2h=118.4мм; b1=17.0 мм Размер обода ведомого шкива: Dр=D2=315мм; Dl=323,4мм; Di=293,4мм; b1=17.4 мм.
4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ КОЛЕСАМИ
Исходные данные Частота вращения вала шестерни (быстроходного вала редуктора) и вала колеса (тихоходного вала);
Мощность передаваемая шестерней. Крутящий момент передаваемый шестерней; Крутящий момент передаваемый колесом: Для уменьшения динамики зубчатого зацепления за счет увеличения коэффициента перекрытия примем зубья колес косыми. Чтобы уменьшить величину осевых сил в зацеплении, угол наклона зубьев примем предварительно 100. Расположение опор валов редуктора относительно зубчатого зацепления - симметричное, поэтому ширину колес можно увеличить. Примем коэффициент ширины где ширина колеса, а2 - межосевое расстояние передачи. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную прочность. Материал зубчатых колес - сталь 40х, термообработка - улучшение. Примем предварительно, что диаметр заготовки шестерни - до 125 мм, а колеса - более 200 мм. По табл. 4.5 твердость зубьев колеса НВк =235...262, шестерни НВш=269...302.; к=790 МПа, σвш = 900 МПа Средневероятные значения твердостей: =248. По табл 4.6 лимитирующие пределы выносливости для шестерни Коэффициент по контактной выносливости
N-число циклов нагружения зубьев колеса; N= рис 4.6 для циклов. При лимитирующей будет прочность зубьев колеса. Допускаемое контактное напряжение. = = Допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб. Так как , то лимитирующей будет прочность зубьев колеса: = = 255 Мпа, Где по табл. 4.6 -коэффициент безопасности; Таким образом, =514 МПа; [δF]=255Мпа. Расчетные моменты на колесе Коэффициенты долговечности По п.4.2.
При практически постоянной нагрузке База напряжений для стали поэтому
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-04-08; просмотров: 338; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.220.106.241 (0.02 с.) |